柴油機冷卻系統(tǒng)瞬態(tài)響應研究

駱清國，馮建濤，，劉國夫，桂勇

(1.裝甲兵工程學院 機械工程系，北京100072; 2.裝甲兵技術學院 車輛工程系，吉林 長春130117)

隨著柴油機升功率的提高，柴油機冷卻系統(tǒng)向智能化控制冷卻系統(tǒng)方向發(fā)展［1］。軍用車輛柴油機強化程度高，運行工況復雜多變，冷卻水溫度控制要求高，冷卻系統(tǒng)水溫控制是一個回路閉環(huán)系統(tǒng)，具有非線性、時變性、大延遲等特點［2］。因此，在制定冷卻系統(tǒng)控制策略時，對冷卻液溫度時變特性和系統(tǒng)大滯后特性考慮不準確，容易出現超調和調節(jié)過程緩慢［3］，這一直是制定智能化控制冷卻系統(tǒng)控制策略面臨的一個難題。掌握系統(tǒng)關鍵參數變化對冷卻液溫度的影響規(guī)律，對于制定控制性能好的控制系統(tǒng)，保證柴油機始終在最佳溫度范圍內工作具有重要意義。

本文基于GT-COOL 軟件建立了某型柴油機冷卻系統(tǒng)數值仿真模型，對該冷卻系統(tǒng)瞬態(tài)過程的系統(tǒng)響應問題做了研究，為該冷卻系統(tǒng)實現智能化控制提供了依據。

1 柴油機冷卻系統(tǒng)仿真模型的建立

1.1 柴油機冷卻系統(tǒng)工作原理

該柴油機冷卻系統(tǒng)采用高低溫雙循環(huán)回路冷卻技術，主要由柴油機本體、水泵、機油熱交換器、高溫循環(huán)熱交換器、低溫循環(huán)熱交換器、中冷器、膨脹水箱及相應的管路組成，如圖1所示。高溫循環(huán)回路和低溫循環(huán)回路共用一個水泵。

圖1 柴油機冷卻系統(tǒng)工作原理Fig.1 Principle of diesel engine cooling system

水泵強制驅動冷卻水進入機油熱交換器，經機油熱交換器后冷卻水分為2 路: 一路通過暗水道進入機體、缸蓋，然后進入高溫循環(huán)熱交換器; 另一路經低溫循環(huán)熱交換器后進入中冷器，冷卻增壓空氣后與高溫循環(huán)的冷卻水混合，最后進入水泵完成循環(huán)［4］。

1.2 管路流動的數學模型

管路系統(tǒng)計算采用一維交錯網格，將柴油機管路系統(tǒng)分成若干控制體積，應用有限體積法進行一維非定常數值計算。標量在網格中心計算，如壓力、溫度等;矢量在網格交界面計算，如速度、質量流量等?；痉匠贪ㄟB續(xù)性方程、熱焓方程和動量方程［5］

連續(xù)性方程技

熱焓方程

動量方程

1.3 柴油機冷卻系統(tǒng)仿真計算模型的建立

根據冷卻系統(tǒng)工作原理，應用GT-COOL 軟件建立仿真模型，如圖2所示。

圖2 柴油機冷卻系統(tǒng)仿真計算模型Fig.2 Simulation model of diesel engine cooling system

高低溫循環(huán)熱交換器的傳熱系數采用努塞爾數來計算［6］

這里

式中: L 為特征長度(m); k 為流體的熱傳導率(W/m·K); μ 為流體的動力黏度(Pa·s); v 為流體的流速(m/s);cp為流體的比定壓熱容(J/(kg·K)).

常量a 和b 通過熱交換器實驗確定，實驗中高低溫循環(huán)熱交換器均為板式熱交換器，主要參數如表1、表2所示。經實驗確定: 高溫循環(huán)熱交換器a=1.70，b=0.85;低溫循環(huán)熱交換器a =3.78，b=0.96.

表1 高溫循環(huán)熱交換器主要參數Tab.1 Parameters of high temperature radiator

表2 低溫循環(huán)熱交換器主要參數Tab.2 Parameters of low temperature radiator

2 冷卻系統(tǒng)仿真結果分析

2.1 仿真計算模型的驗證

對該柴油機冷卻系統(tǒng)進行熱平衡臺架實驗，實驗臺架如圖3所示。實驗環(huán)境大氣壓力為89.1 kPa，溫度為25 ℃，濕度為40%，冷卻風扇采用外循環(huán)水代替，在實驗過程中只測量了柴油機穩(wěn)定狀態(tài)時各參數值，由于實驗條件的限制，瞬態(tài)過程未測量。

圖3 試驗臺架Fig.3 Test bench

在外特性上將實驗結果與仿真結果對比，1 500 r/min 為最大扭矩轉速。其最大誤差小于3%，如圖4～圖6所示。說明運用該仿真模型對該型柴油機冷卻系統(tǒng)仿真計算結果是可信的。

2.2 冷卻系統(tǒng)響應分析

本文僅分析柴油機從一種穩(wěn)定工況到另一種穩(wěn)定工況過程中，柴油機出水溫度隨時間的變化。在進行變工況仿真時，為了保證前一工況達到穩(wěn)定狀態(tài)，在設置仿真時間時，將前一工況的仿真時間設置較長(3 000 s)，在3 000 s 時改變工況及其冷卻系統(tǒng)參數，主要從柴油機轉速，扭矩和外循環(huán)水流量方面考慮，分析這3 個參數對柴油機出水溫度的影響。下面分4 種不同情況來討論冷卻系統(tǒng)瞬態(tài)響應問題。

1)柴油機轉速為2 200 r/min，改變柴油機扭矩。將柴油機的扭矩由3 000 s 時的458.1 N·m 增大到3 001 s 時的1 726.7 N·m，如圖7所示。

圖4 柴油機出水溫度與實驗數據對比Fig.4 Contrast of simulated and tested backwater temperatures

圖5 低溫熱交換器散熱量與實驗數據對比Fig.5 Contrast of simulated and tested low temperature radiator thermal looses

圖6 水泵流量與實驗數據對比Fig.6 Contrast of simulated and tested pump flow rates

扭矩變化對柴油機出水溫度的影響，如圖8所示，1 306 s 時，柴油機在第1 種工況(轉速為2 200 r/min，扭矩為458.1 N·m)下達到穩(wěn)定狀態(tài)，柴油機扭矩增大后，冷卻水從柴油機本體帶走的熱量增加，柴油機出水溫度逐漸升高，由3 000 s 時的337.2 K逐漸增大到4 057 s 時的375.8 K，歷時1 057 s，即柴油機扭矩變化后要經過1 057 s，冷卻系統(tǒng)才能在第2 種工況(轉速為2 200 r/min，扭矩為1 726.7 N·m)下達到新的穩(wěn)定狀態(tài)。

圖7 柴油機扭矩隨時間的變化Fig.7 Torque vs.time

圖8 柴油機扭矩變化對出水溫度的影響Fig.8 The effects of torque on the backwater temperature

2)柴油機轉速為2 200 r/min，扭矩為1 726.7 N·m，改變低溫外循環(huán)水流量由3 000 s 時的1 L/s變?yōu)? 001 s 時的1.28 L/s.

由于外循環(huán)水流量的改變，使得低溫熱交換器內外循環(huán)水側流速增大，傳熱系數發(fā)生改變，圖9為低溫熱交換器外循環(huán)水側h·A(傳熱系數×傳熱面積)的變化?？梢姰斔髁吭龃髸r，h·A 先增大后減小，由3 000 s 時5 247.0 W/K 增大為3 008 s 時的6 331.8 W/K然后逐漸減小到3 865 s 時的6 240.0 W/K，這是因為當外循環(huán)水流量增大時，水流速增大，由(4)式可知，傳熱系數增大，又因為溫度對流體黏度的影響較大，水的動力黏度隨著溫度的增大而減小［7］，外循環(huán)水流量增大后，低溫熱交換器散熱能力增強，使得柴油機出水溫度逐漸降低，經過低溫熱交換器水的溫度也隨之下降，水的動力黏度逐漸增大，由(4)式可知，傳熱系數又逐漸減小。圖10為柴油機出水溫度隨時間的變化情況，柴油機出水溫度由3 000 s 時375.8 K 變?yōu)? 865 s 時變?yōu)?69.9 K，歷時865 s.

圖9 低溫外循環(huán)水流量變化對低溫熱交換器外循環(huán)水側h·A 的影響Fig.9 The effects of low temoerature outside circle water flow rate on the low temperature radiator outside water circle h·A

3)柴油機扭矩穩(wěn)定在1 718 N·m，改變柴油機轉速由3 000 s 時的1 800 r/min 變?yōu)? 001 s 時的2 200 r/min.

該冷卻系統(tǒng)水泵是與柴油機曲軸聯結的機械水泵，當柴油機轉速變化時，水泵轉速以一定的傳動比相應變化，當水泵轉速變化時，水泵流量發(fā)生變化，圖11為水泵流量變化圖，由3 000 s 時的9.051 L/s變?yōu)? 865 s 時變?yōu)?1.262 L/s;由于水泵流量的變化，低溫熱交換器內側h·A 的變化，如圖12所示，由3 000 s 時10 310 W/K 變?yōu)? 211 s 時的12 964.7 W/K，熱交換器的換熱能力增強。另外，由于柴油機轉速的提高，冷卻水從柴油機帶走的熱量增加，受兩方面綜合影響，柴油機出水溫度變化如圖13所示，柴油機出水溫度由3 000 s 時的360.2 K 變?yōu)? 211 s 時的371.4 K，歷時1 211 s.

圖11 柴油機轉速變化對水泵流量的影響Fig.11 The effects of engine speed on the pump flow rate

圖12 低溫熱交換器內側h·A 隨時間的變化Fig.12 The effects of engine speed on the low temperature radiator inside water circle h·A

圖13 柴油機出水溫度隨時間變化Fig.13 The effects of engine speed on thebackwater temperature

4)改變柴油機轉速由3 000 s 時的1 800 r/min變?yōu)? 001 s 時的2 200 r/min; 改變柴油機扭矩由3 000 s時的1 717.9 N·m 變?yōu)? 001 s 時的1 726.8 N·m;改變外循環(huán)水流量由3 000 s 時的0.722 L/s變?yōu)? 001 s 時的1 L/s.

圖14為低溫熱交換器外循環(huán)冷卻水側h·A 的變化，由3 000 s 時3 971.4 W/K 變?yōu)? 340 s 時的5 247.0 W/K.內側冷卻水側h·A 的變化，如圖15所示，由3 000 s 時11 105.8 W/K 變?yōu)? 340 s 時的13 335.0 W/K.圖16 為柴油機出水溫度由3 000 s時的370.5 K 變?yōu)? 340 s 時的375.8 K，歷時1 340 s.

圖14 多參數變化對低溫熱交換器外循環(huán)水側h·A 的影響Fig.14 The effects of multiple parameters on the low temperature radiator outside water circle h·A

圖15 多參數變化對低溫熱交換器內側h·A 的影響Fig.15 The effects of multiple parameters on the low temperature radiator inside water circle h·A

可以看出，僅改變外循環(huán)水流量時系統(tǒng)達到穩(wěn)定狀態(tài)所需時間最短，這是因為僅改變外循環(huán)水流量時，受影響的主要參數是低溫熱交換器外源冷卻水流速，使得低溫熱交換器傳熱系數發(fā)生變化，而對冷卻系統(tǒng)其他參數受影響較小，柴油機出口水溫達到穩(wěn)定狀態(tài)較快，而改變柴油機轉速，由于是與曲軸聯結的機械水泵，系統(tǒng)內冷卻水流量發(fā)生變化，通過各熱交換器冷卻水流速均發(fā)生改變，柴油機出水溫度達到穩(wěn)定狀態(tài)較慢。當柴油機工況和外循環(huán)水流量同時改變時，系統(tǒng)達到穩(wěn)定狀態(tài)所需時間比改變單一參數時間長，這是因為同時改變工況和低溫熱交換器外源水流量時，不僅低溫熱交換器傳熱系數變化，而且冷卻系統(tǒng)流量發(fā)生了改變，通過各熱交換器冷卻水流速均發(fā)生改變，冷卻系統(tǒng)各參數均發(fā)生變化，達到穩(wěn)定狀態(tài)較慢。

圖16 多參數變化柴油機出水溫度的影響Fig.16 The effects of multiple parameters on the backwater temperature

3 結論

1)建立了某型柴油機冷卻系統(tǒng)仿真模型，通過熱平衡實驗，驗證了該仿真模型是可信的。

2)僅改變外循環(huán)水流量，柴油機冷卻系統(tǒng)達到穩(wěn)定狀態(tài)所需時間最短為865 s; 其次是僅改變柴油機扭矩時，柴油機達到穩(wěn)定狀態(tài)需要1 057 s;最后是改變柴油機轉速，達到穩(wěn)定狀態(tài)需要1 211 s.當工況和水流量同時改變時，達到穩(wěn)定狀態(tài)需要1 340 s，比改變單一參數系統(tǒng)達到穩(wěn)定狀態(tài)所需時間長。

3)在研究智能化控制冷卻系統(tǒng)時，將機械水泵更換為不受柴油機轉速影響的電控水泵。在制定控制策略時，為使柴油機出水溫度迅速達到穩(wěn)定狀態(tài)，應根據工況首先調節(jié)外循環(huán)水流量，再根據柴油機出水溫度調節(jié)水泵轉速，達到穩(wěn)定出水溫度的目的。

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